Проектування редуктора

ЗМІСТ
Вступ
1 Вихідні дані длявиконання курсового проекту
2 Зміст і порядоквиконання курсового проекту
3 Обсяг і термінвиконання окремих розділів проекту
4 Методичні вказівкидо виконання курсового проекту
4.1 Кінематичнірозрахунки
4.2 Розрахунокзубчатих передач
4.3 Розробленняескізного проекту редуктора
4.4 Розробленняклинопасової передачі
4.5 Розрахунокшпоночного з'єднання
4.6 Розрахунок івибір муфти
4.7 Вибір ущільнень валів
4.8 Компонування приводу
4.9 Уточнювальнийрозрахунок валів
4.10 Перевірнийрозрахунок підшипників
4.11 Змащенняелементів редуктора
4.12 Додаткові пояснення
5 Захист курсовогопроекту
Список літератури

ВСТУП
Дані методичні вказівкипризначені для надання допомоги судентам при виконанні курсового проекту зкурсу «Деталі машин і основи проектування».
Методичнівказівки містять матеріали, необхідні для виконання розрахункової і графічноїчастин курсового проекту, а також зміст завдань і порядок їх виконання. Зазначенізавдання складені за стоваріантною схемою, де вихідні дані вибираються за останньоюі передостанньою цифрами шифру залікової книжки студента.
Підчас виконання курсового проекту необхідно дотримуватися таких вказівок:
- чітко формулювати вихідні дані і назви розділіврозрахунково-пояснювальної записки;
- усі розрахунки супроводжувати короткимпояснювальним текстом, де зазначається назва визначених величин, їхрозмірність, посилаючись на джерело інформації;
- усі обчислення виконувати в системі СІ;
- усі креслення, специфікації, текст розрахунково-пяснювальноїзаписки і список літератури повинні виконуватися з дотримуванням вимог дографічної і текстової конструкторської документації [1].

1. ВИХІДНІ ДАНІ ДЛЯ ВИКОНАННЯКУРСОВОГО ПРОЕКТУ
Спроектуватизубчатий циліндричний редуктор з корпусом литої конструкції, який є разом зклинопасовою передачею і пружною втулково-пальцевою муфтою передавальною ланкоювід зведеного електродвигуна до компресора. Скручувальний момент на вихідномувалу редуктора, зуби коліс ступенів, передаточне число редуктора, число горизонтальнихплощин розняття, синхронна частота обертання вхідного вала редуктора наведені втабл. 1.2. Конструктивні схеми редукторів наведені на рис.1.1.
/>
Рисунок1.1 – Схеми редукторів
Всі зубчаті пари вредукторах – із зовнішнім зачепленням. Режим навантаженняредуктора – середній нормальний. Характер зубчатої передачі ‑нереверсивна для всіх схем редуктора. В одноступінчастих схемах клинопасова передача– знижувальна, в багатоступінчастих – підвищувальна. Всі редуктори (крім схемиа)
 –знижувальні. Передавальне число клинопасової передачі uкл=2для всіх схем редукторів. Розміщення коліс відносно підшипникових опор для всіх схем ‑симетричне. Всі зубчасті пари виконані без зміщення інструмента.
Таблиця 1.1Остання цифра шифру
Скручувальний момент на ви-хідному валу Т2, Н×м Схема редук-тора Зуби коліс
Передаточне число редуктора,uред Кількість горизонтальних площинрознімання
Частота обертання вхідного вала редуктора nвх, с-1 Швидкохідна ступінь тихо-хідна ступінь 30 а косі 4 1 12,25 1 100 г прямі прямі 6 3 49 2 160 б косі 4 1 24,5 3 150 г косі косі 8 3 49 4 160 б прямі 3 1 24,5 5 175 д косі косі 6 1 49 6 150 в косі 3 2 24,5 7 115 д прямі прямі 8 1 49 8 125 в прямі 4 2 24,5 9 175 е косі прямі 6 1 49
Таблиця 1.2Передостання цифра шифру Колеса Шестерні матеріал –сталь термообробка матеріал –сталь термообробка 40Х Покращ. 40Х Покращ. 1 45 -"- 45 -"- 2 40ХН -"- 40ХН Покращ. і зак. 3 35ХМ -"- 35ХМ -"- 4 40Х -"- 40Х -"- 5 35ХМ Покращ. і зак. 35ХМ -"- 6 40ХН -"- 40ХН -"- 7 40Х -"- 40Х -"- 8 35ХМ Покращ. 35ХМ Покращ. 9 40ХН -"- 40ХН -"-

2. ЗМІСТ І ПОРЯДОК ВИКОНАННЯ КУРСОВОГО ПРОЕКТУ
Курсовий проект вміщує графічну частину (3-4 форматуА1) і розрахунково-пояснювальну записку.
Графічначастина вміщує складальне креслення редуктора (1 формат А1), установлювальне креслення редуктора з приводним електродвигуномна загальній рамі, клинопасовою передачею від електродвигуна до редуктора імуфтою на вихідному валу редуктора (1 формат А1), робочікреслення основних деталей редуктора (1-2 форматуА1). Бажано виконувати графічну частину повністю чи частково іззастосуванням машинної графіки.
Складальнекреслення повинно давати повне уявлення про конструкцію редуктора і окремихйого вузлів, про складання і фіксацію вузлів і деталей. Редуктор наскладальному кресленні повинен бути представлений в зборі зі шківом клинопасовоїпередачі на вхідному валу і півмуфтою на вихідному. Повинні бути опрацьовані питаннязмащення редуктора, виведення масла з корпуса. Редуктор необхідно подати утрьох проекціях з необхідним числом розрізів і перетинів, які відображають всіособливості його конструкції. Допускається умовне зображення підшипниківвідповідно до вимог до конструкторської документації з відображенням типукожного підшипника. На складальному кресленні необхідно зазначені габаритні йприєднувальні розміри, основні посадочні розміри, технічні характеристикиредуктора і технічні вимоги щодо нього.
Установлювальнекреслення вміщує три проекції редуктора з привідним електродвигуном, якірозміщені на загальній рамі, і передавальними ланками від електродвигуна доредуктора і від редуктора до вала компресора. Необхідно опрацювати питання пронатягнення пасів, про захист цієї передачі і втулково-пальцевої муфти. Такожнеобхідно зазначити габаритні і приєднувальні розміри, а також технічні вимоги доустановки.
Специфікаціїдо встановлювального і складального креслень виконуються окремо відрозрахунково-пояснювальної записки тільки креслярським шрифтом і потімвкладуються в неї перед захистом.
Робочікреслення необхідно виконати в такому обсязі, щоб за цими кресленнями можнабуло виготовити деталі редуктора ( з проставленням чистоти поверхонь, допусківі посадок, вимог до заготовок, матеріалу, відхилень форми ). Для кресленнядеталей повинні вибиратись шків клинопасової передачі, зубчаті колеса ішестерні, вали, кришки підшипників, корпус і кришка редуктора (після згоди зкерівником проекту).
Технічнівимоги виконуються тільки креслярським шрифтом.
Розрахунково-пояснювальназаписка (шифр П3) в обов' язковому порядку вміщує: титульний аркуш, зміст (форматА4 з відповідним штампом ), завдання до курсового проекту, вибір електродвигунаі кінематичний розрахунок редуктора, розрахунок зубчатих коліс редуктора, попереднійрозрахунок валів редуктора, визначення конструктивних розмірів зубчатих коліс, визначенняконструктивних розмірів корпуса, вибір типу підшипників і схеми їх установки, розрахунокпараметрів клинопасової передачі, розрахунок шпонкових з'єднань, вибірвтулково-пальцевої муфти, вибір ущільнень валів редуктора, уточнений розрахуноквалів, перевірочний розрахунок підшипників, розрахунок кількості мастильногомасла в корпусі редуктора, список літератури. Нумерація розділів П3 виконуєтьсятільки арабськими цифрами. Текст П3 виконується на аркушах формату А4 звідповідними штампами. Всі довідкові дані й коефіцієнти, що використовуються врозрахунках, повинні мати посилання на джерело відповідно до його нумерації всписку літератури. Частина розрахунків виконується із застосуванням ЕОМ згідно зготовими програми чи програмами, які самостійно розробляються студентом. Прицьому в П3 наводяться: алгоритм розрахунку, таблиця ідентифікаторів, блок-схемаі програма розрахунку (якщо вони розроблені), результати розрахунків у виглядітаблиць чи роздрукувань на ЕОМ. Таблиці і рисунки розрахункових схем, епюр таін. нумеруються всередині кожного розділу П3. Наскрізна їх нумерація в межах П3не допускається. Позначення креслень і розрахунково-пояснювальної записки складаєтьсяіз шифру спеціальності (КМ чи ХМ), двозначного номера завдання на курсовийпроект (дві останні цифри номера залікової книжки студента), трьох пар позицій(остання пара – номери деталей, передостання пара – номери складальних вузлів,перша пара – номери складальних одиниць, згідно із специфікацією). Вимоги дооформлення П3 і його приклади наведені в [1].
Уході курсового проектування щодо редуктора, що розробляється, і щодо захистукурсового проекту, в обов'язковому порядку необхідноопрацювати такі питання:
- умови навантаження деталей редуктора;
- основні принципи розрахунку редуктора на міцність ;
- матеріали основнихдеталей редуктора й заготовки для них;
- вимоги до якості окремих поверхонь (точність обробки,чистота, термообробка);
- вимоги до взаємного розміщення поверхонь;
- забезпечення співвісності вихідного вала редуктора з валомкомпресора;
- марки масел для змазування редуктора і підшипників;
- послідовність складання і розбирання редуктора;
- конструкція і робота ущільнень валів редуктора;
- схеми установки підшипників;
- вибір типу підшипників;
- особливості експлуатації і монтажу установки ізвтулково-пальцевою пружною муфтою і клинопасовою передачею;
- переважність і недоліки вибраної конструкції редуктора,умови навантаження зубчатих пар редуктора.

3ОБСЯГ І ТЕРМІН ВИКОНАННЯ ОКРЕМИХ РОЗДІЛІВ ПРОЕКТУ
Завданняна виконання курсового проекту видається в шостому семестрі.
Уході курсового проектування розділи виконуються паралельно, в таблиці 3.1зазначений термін завершення окремих розділів.
Таблиця 3.1Номер розділу Зміст розділу Обсяг, % Термін складання (номер тижня) 1 Попередні розрахунки (вибір двигуна, розрахунок коліс, вибір розмірів валів, корпуса, ремінної передачі, муфти) 5 2 2 Компонування редуктора 10 4 3 Основні розрахунки 10 6 4 Складальне креслення 15 7 5 Встановлювальне креслення 15 8 6 Робочі креслення деталей 10 10 7 Оформлення П3 10 11 8 Захист проекту - 12

4.МЕТОДИЧНІ ВКАЗІВКИ ДО ВИКОНАННЯ КУРСОВОГОПРОЕКТУ
4.1 Кінематичні розрахунки
При виконанні кінематичногорозрахунку редуктора і виборі електродвигуна необхідно брати такі значення ККД:
передача із зубчатими циліндричними колесами
hпер=0,97 – 0,98;
підшипниковапара на валу редуктора
hпп=0,99;
клинопасова передача
hкл=0,95 – 0,97;
пружнавтулково-пальцева муфта
hм=0,98;
асинхронний електродвигун
hдв=0,75 – 0,85.
Потужністьпривідного електродвигунавизначається за формулою

/>кВт,
де i – число зубчатихпар редуктора;
nвих – частота обертів вихідного вала редуктора, об/хв.
Частота обертів вихідного вала редуктора для схеми а дорівнює
nвих=nвхuред.
Для решти схем вона дорівнює
/>.
Частота обертів електродвигуна для схем а, б, в визначається за формулою
nдв=nвхuкл.
Для схем г, д,е вона дорівнює
/>.
Технічні дані асинхронних електродвигунів серії 4А наведені в [3], табл. П1-П2, с. 390-392, із яких береться двигун з найближчим більшим значенням потужності відноснорозрахункового.
Для двоступінчастих редукторів засхемами г, д, е передаточні числа тихохідної uт і швидкохідної uб ступенів редуктора беруться залежно від uред із табл. 4.1
Таблиця 4.1
uред
uб
uт 6 2,5 2,4 8 3,15 2,5
Потужність,яка передається на вхідний вал редуктора, дорівнює
/>.
Скручувальниймомент на вхідному валу редуктора дорівнює
/>.
Усхемі а потужність на вихідних валах редуктора дорівнює
/>.
Усхемах б, в потужність на вихідному валу редуктора дорівнює
/>.
Усхемах г, д, е потужність на проміжному валу редуктора дорівнює
/>.
Скручувальниймомент на проміжному валу редуктора дорівнює

/>.
4.2 Розрахунок зубчатих передач
Розрахунокзубчатих коліс виконується на витривалість за контактною напругою, щоб уникнутивтомлювання під час викрашування робочої поверхні зубців. Значення твердостісерцевини і поверхні матеріала зубчатої шестерні (індекс 1) і колеса (індекс2), допустимі напруги за контактною витривалістю [s]н і за згинальною витривалістю [s]f знаходяться за [2], табл.2.1, с. 8-9. Розрахункова допустима контактна напруга длякосозубих циліндричних зубчатих передач дорівнює
/>.
Вонане повинна перевищувати значення 1,23 [s]н2.
Для прямозубих циліндричних зубчатихпередач береться [s]н, яке дорівнює меншому значенню із [s]н1 і [s]н2.
Міжосьовавідстань циліндричної зубчатої передачі визначається за формулою
/>, м,
де Т2– скручувальний момент на колесі, Н×м.
Коефіцієнт ширини /> при симетричномурозміщенні коліс відносно опор дорівнює: для прямозубих передач yа=0,125; 0,16;0,25; для косозубих yа=0,25; 0,315; 0,4; 0,5 [3], с.33. Коефіцієнт ширини /> визначається за формулою yd=0,5yа×(u+1).
Коефіцієнт Ка для прямозубих передач береться Ка=4950, длякосозубих Ка=4300 [3], с. 32, якщо[s]нв Па.
Коефіцієнт концентрації навантаження КНb при середньому нормальному режимі навантаження дорівнює :
— для неприпрацьованих коліс
/>;
— для припрацьованих коліс
/> 
де Х=0,5 – коефіцієнт режиму [2], с. 11.
Початковийкоефіцієнт концентрації навантаження /> беруть за[2], табл. 2.3, с. 11 залежно від yd, твердості зубців колеса і схеми редуктора.
Розрахунковувеличину аw округлюють до найближчого значення в мм:
1-й ряд – 40,50, 63, 80, 100, 125, 160, 200, 250, 315, 400, 500, 630, 800, 1000;
2-й ряд – 71,90, 112, 140, 180, 224, 280, 355, 450, 560, 710, 900.
Першому ряду необхідно надати перевагу перед другим [3], с. 36.
Ділильнийдіаметр колеса дорівнює
/> м.
Ширина колеса дорівнює в2=yа×аw, м.
Величину в2округлюють до найближчого стандартного значення [2] табл. 24.1,с. 372.
Модуль зубчатої передачі дорівнює
/>м,
де      Кm=6,6 для прямозубих коліс;
Кm=5,8 для косозубих коліс;
[s]f – допустиманапруга за контактною витривалістю,Па.
Розрахунковувеличину m округлюють до найближчого значення в мм:
1-й ряд – 1;1,25; 2; 2,5; 3; 4; 6; 8; 10; 12; 20;
2-й ряд –1,375; 1,75; 2,25; 2,75; 3,5; 4,5; 7; 9; 11; 14; 18; 22.
Першому ряду необхідно надати перевагу перед другим [3],с. 36.
Мінімальний кут нахилу зубців косозубихколіс дорівнює
/>.
Сумарне числозубців передачі дорівнює
/>.
Значення zS округлюється в менший бік до цілого числа і визначається дійсний кут нахилу зубців
/>.
Значення дроба обчислюється до п'яти значущихцифр.
Для косозубих коліс b = 8…18о.
Число зубців шестерні дорівнює
/>.
Значення z1 округлюєтьсяв найближчий бік до цілого числа.
Для прямозубих коліс z1min=17, для косозубих z1min=17×cos3b.
Число зубців колеса зовнішнього зачеплення дорівнює
z2= zS — z1.
Фактичне передаточне число />. Його допустимевідхилення від прийнятого u не більше 4%.
Ділильнідіаметри дорівнюють (до сотих часток, мм)
— для шестерні
/>;
— для колеса
/>.
Перевіряється міжосьова відстань
/>.
Ширина колеса дорівнює

/>.
Діаметрикіл вершин dа і впадин dfзубців дорівнюють
dа1= d1+2m; df1= d1-2,5m; dа2= d2+2m; df2= d2-2,5m.
Коловасила в зачепленні дорівнює
/>.
Радіальна сила в зачепленні дорівнює
/>,
де a=20о (стандартнезначення) і tga=0,364.
Осьова сила в зачепленні дорівнює
/>/>.
Для прямозубих коліс b = 0 и Fa= 0.
Коловашвидкість колеса дорівнює
/>.
Ступінь точності циліндричної зубчатої передачі беретьсяза табл. 4.2.

Таблиця 4.2Ступінь точності Межова колова швидкість коліс, м/с прямозубі косозубі 6 до 15 до 30 7 10 15 8 6 10 9 2 4
Розрахунковаконтактна напруга перевіряється за формулою
/>,
де Кнa — коефіцієнт розподілу навантаження
— для прямозубих коліс береться Кнa=1,
— для косозубих коліс Кнa=1,1;
Кн –коефіцієнт навантаження:
— для прямозубих коліс береться Кн=3,2×105,
— для косозубих коліс Кн=2,7×105.
Розбіжністьміж величинами sH і [sH] не повинна перевищувати 10%.
Коефіцієнт динамічного навантаження Кнu беретьсяза [2], табл. 2.9, с. 16 залежно відвеличини u, ступеняточності, твердості зубцівколеса і типу зубців.
Розрахунокна витривалість зубців коліс за напругами згинання виконується для попередженняруйнування зубців. Розрахункова напруга згинання в зубцях коліс перевіряється заформулою
/>
/>.
Узубцях шестерні вонаперевіряється за формулою
/>.
Для прямозубих коліс береться коефіцієнт КFa =1, длякосозубих коліс вінбереться з табл. 4.3залежно від ступеняточності.
Таблиця 4.3.Ступінь точності 6 7 8 9
КFa 0,72 0,81 0,91 1,0
Коефіцієнтконцентрації навантаження для неприпрацьованих коліс дорівнює />; для припрацьованих колісвін дорівнює
/> 
деХ=0,5 – коефіцієнт для середнього нормального режиму навантаження. Початковий коефіцієнтконцентрації навантаження /> беретьсяз [2], табл. 2.9, с. 15 залежно від yd, твердості зубців коліс і схеми редуктора.
Коефіцієнт динамічного навантаження КFu беретьсяза [2], табл. 2,7, с. 15 залежно від величини u, ступеня точності, твердості зубців колесаі типу зубців.
Коефіцієнт Ur визначаєтьсяза формулою
/>.
Для циліндричних зубчатихпередач без зміщення інструмента (х=0) коефіцієнт форми зуба UF береться за [2] табл.4.4 залежно від числа зубців колеса.
Таблиця 4.4z 17 20 25 30 40 50 60 80 100
UF 4,27 4,07 3,9 3,8 3,7 3,65 3,63 3,61 3,6
4.3 Розроблення ескізногопроекта редуктора
Попереднійрозрахунок стального вала редуктора заключається у визначенні діаметра йоговихідного кінця із розрахунку на чисте скручування за зменшеною допустимоюнапругою [tк]=(15…20)×106 Па за формулою
/>м.
Розрахунковезначення d округлюється до найближчого більшогозначення в мм із стандартного ряду:10; 10,5; 11; 11,5; 12; 13; 14; 15; 16; 17; 18; 19; 20; 21; 22; 24; 25; 26; 28;30; 32; 33; 34; 36; 38; 40; 42; 45; 48; 50; 52; 55; 60; 63; 65; 70; 75; 80; 85;90; 95; 100; 105; 110; 120; 125; 130 і дальшечерез 10 мм.
Дляполегшення монтажу коліс, підшипників, шківів, півмуфт й інших деталей валироблять ступінчастими. Діаметри вихідного вала редуктора і вала компресора, якіз'єднуються втулково-пальцевою муфтою, повинні відрізнятисяне більше ніж на 20%. Діаметри вала під підшипниками і зубчатими колесами ідовжини участків вала беруть із конструктивних міркувань при розробленнікомпоновки редуктора.
Підчас вибору конструктивних розмірів зубчатої пари необхідно використати вказівки,наведені в [2, 3]. Конструкціявала — шестерні швидкохідної чи тихохідної ступенів редуктора повинна забезпечувати вільний вихід інструментапри нарізаннізубців. Конструкція зубчатого колеса визначається технологією його виготовлення, а разміри його елементів наведені в [3], табл. 10.1, с. 233.
Вказівкищодо вибору основних размірів литого корпуса редуктора наведені в [3], табл. 10.2, с. 241. Зазор між внутрішніми поверхнями стінок корпуса і колесами редуктора визначається за емпіричною залежністю
/>мм,
де L – найбільший поперечнийрозмір зубчатоїпередачі редуктора, мм.
Вінокруглюється в більший бік до цілого числа. Відстань між дном корпуса і зовнішньою поверхнею коліс дорівнює во=4ао.Відстань між торцовими поверхнями коліс двоступінчастого редуктора (схемиг, д, е) дорівнюєСо=(0,3…0,5)ао.
Для опори валів циліндричних прямозубих ікосозубих коліс редукторів частіше всього застосовують шарикові радіальні підшипники. Для початку застосовують підшипники легкої серії. Якщо врезультаті розрахунку їх вантажопідйомністьвиявиться недостатньою, застосовують підшипники середньої серії.
Дляопор валів в схемі е можна використовувати радіальніпідшипники з короткими циліндричними роликами. Радіальні шарикові і роликові підшипники мають малу осьову жорсткість,тому в схемах а, б, в, г, д з косозубими передачами можна використовувати конічніроликові підшипники чи для сприйняття осьового навантаження як одну із опорзастосувати радіально-упорний шариковий підшипник. Підшипники катання дляредукторів, як правило беруться класу точності 0. Підшипникибільш високихкласів точності (6, 5, 4, 2) застосовують тільки дляопор валів з особливо високими частотамиобертання. Крім того, з підвищенням класу точності підшипникайого ціна підвищується. Вали, як правило, необхідно зафіксувати в опорах відосьового переміщення, при цьому опори бувають фіксуючими, які обмежують пересуваннявала в обох напрямках і сприймають радіальне й осьове навантаження, іплаваючими, які не обмежують осьового переміщення і які сприймають тількирадиальне навантаження. Схеми осьового фіксування валів подані в [2], рис. 3.9, с. 30 і в [3], рис.9.9 – 9.21, с. 180-186. Кріплення підшипників на валу і в корпусі,конструювання опорних вузлів, класи точності і посадки підшипників катання, їх змазуваннявідображені в [3], с. 186-208.
4.4Розрахунок клинопасової передачі
Прирозрахунку параметрів клинопасової передачі задають: скручувальний момент Т, умовиексплуатації, частоту обертів ведучого шківа n1, передавальне відношення />. Шківи виконуються із сірогочавуну СЧ15 або СЧ18, а при коловій швидкості на шківі u ³30 м/с – із сталі 25Л чи алюмінієвихсплавів. Форма обода шківа і розміри канавок наведені в[3], табл. 7.12, с. 138. Шківи діаметром до 400мм виконуються дисковими, більшого діаметра – із спицями.Вибір перетину пасапроводиться за номограмою [3], рис. 7.3, с. 134. Діаметр меншого шківавизначається за емпіричною залежністю />, м і округлюється за [3], табл. 7.7, с. 131 чи [3],с.120.
Діаметрбільшого шківа визначається за формулою
/>
де e=0,01 для передач з регульованим натягненням паса.
Міжосьова відстань передачі дорівнює
/>м,
/>м,
де То– висота перетинупаса береться з [3], табл. 7.7, с. 131 залежно від d1 і перетину паса.
Довжинапаса дорівнює
/>м.
Уточнена міжосьова відстань дорівнює
/>м,
де />
Кутобхвату меншого шківа дорівнює
/>.
Число пасів визначається за формулою
/>,
де n1 – частота обертівведучого шківа, с-1;
Ро –потужність, яка передається одним пасом,Вт, яка береться за [3], табл. 7.8, с. 132-134 і залежить від d1 і перетину паса;
СL – коефіцієнт, який враховує вплив довжинипаса, який береться за [3], табл. 7.9, с. 135 і залежить від Lp і перетину паса;
Cp – коефіцієнтрежиму роботи, який при середньому режимі навантаження береться залежно від числазмін: одна зміна — Cp=1,1;2 зміни- Cp=1,2; 3зміни — Cp=1,5.
Сa — коефіцієнт кута обхвата, який визначаєтьсяза табл. 4.5.
Таблиця 4.5
aо 180 160 140 120 100 90 70
Сa 1,0 0,95 0,89 0,82 0,73 0,68 0,56
Сz – коефіцієнт, який враховує число пасіву передачі і береється за табл. 4.6.
Таблиця 4.6z 2-3 4-6 Більше 6
Сz 0,95 0,90 0,85
Розрахунковавеличина z округлюється до найближчого цілогочисла.
Початковийнатяг гілки паса знаходиться за формулою
/>,
де /> - колова швидкість шківа,м/с;
q — коефіцієнт, який враховує відцентрову силу, Н×с2/м2,який береться за табл. 4.7 залежно від перетинупаса.
Таблиця 4.7Перетин А Б В Г Д q 0,06 0,1 0,18 0,3 0,6 0,9
Сила, яка діє на вал редуктора, визначається за формулою
/>.
Коловасила дорівнює
/>.
Натяг ведучої гілки паса дорівнює
/>.
Напруга від сили F1, яка розтягує пас, дорівнює
/>,
де lp іТо – розміри перетину паса, які берутьсязалежно від d1 і типу перетину паса за [3],табл. 7.7, с. 131.
Напруга від згинання паса дорівнює
/>,
де Еu=50·106 Па для гумовотканинних пасів.
Напруга від відцентрової сили дорівнює
/>,
де r =1100…1200 кг/м3– густина паса.
Максимальна напруга в ремені дорівнює
/>,
де s-1£ 7×106 Па – межа витривалості гумовотканинного паса.
Робочийресурс клинопасової передачі дорівнює
/>,
де Nоц – базове число циклів, яке береться залежно від перетину паса за [2], табл. 4.8.
Таблиця 4.8Перетин паса 0, А Б, В, Г Д, Е
Nоц
4,6×106
4,7×106
2,5×106
Коефіцієнт Сi дорівнює
/>.
Коефіцієнт Сн=2при періодично змінювальному навантаженнівід нуля до номінального значення.
Кутовій лінійні розміри канавок шківівберуться за [3], табл. 7.12, с. 138 залежно відперетину паса, а ширина обода шківа дорівнює
/>,
дее і f – розміри канавок із [3],табл. 7.12, с. 138.
4.5Розрахунок шпоночного з'єднання
Одним із способів передачі скручувального момента є шпоночнез'єднання. Найбільш частозастосовуються призматичні
шпонки з плоскими чи скругленими торцями [2], табл. 24.32, с. 405 чи [3], табл.8.9, с. 169, а для валів з діаметром до 44 мм допускаєтьсязастосування сегментних шпонок [3],табл. 8.10, с. 171. Довжина шпонки l призначається із стандартного ряду [2], табл. 24.1, с. 372, щоб вона була на5…10 мм менше довжини маточини (зубчатого колеса, шківа, півмуфти). З'єднання з призматичною шпонкою перевіряється на витривалістьза напругами зім'яття за формулою
/>,
де      Т – скручувальний момент, який передається шпонкою,Н×м;
lр – робоча довжинашпонки (при плоских торцях lр=l, при округлених lр= l– b);
d – діаметр вала в місці установлення шпонки;
[sсм] £ 100×106Па – допустима напруга для стальної маточини і [s]см £ 50×106 Па –для чавунної маточини.
Для середнього нормального режимунавантаження і нерухомого з'єднання маточини значення[s]см зменшується на 20-25%.
Якщоsсмстане більше [s]см, допускається установлення навалу двох шпонок під кутом180о.
З'єднання з сегментною шпонкоюперевіряється на витривалістьза напругами зім'яття за формулою
/>Па.
Сама сегментнашпонка перевіряється на витривалість за напругами зрізу за формулою

/>Па,
де [t]ср.=0,6 [s]см.
Розміри шпонок у формулах для sсм і tср беруться ізнаведених вище таблиць[2, 3].
4.6Розрахунок і вибір муфти
Вибірпружної втулково-пальцевої муфти здійснюється за скручувальним моментом Тк,який передається нею відповідно до [4] чи [3] табл. 11.5, с.277. Пальці ікільця беруть стандартними з умовою розміщення у вигляді z×do£ 2,8 До, де z ‑ число пальців;do – діаметр отвору підпружний елемент; До – діаметр розміщення пальців. Зовнішній діаметр муфти дорівнює
Д= До+(1,5…1,6)×do.
Пружніелементи муфти перевіряються на зім'яття за формулою
/>, Па,
де      dп – діаметрпальця;
lвт – довжина пружного елемента;
[s]см =2×106Па – допустимі напруги зім'яття.
Пальці муфти перевіряються на міцністьза згинальними напругами за формулою

/>, Па,
де      с=3…5 мм – осьовий зазор між півмуфтами;
[s]и = (160…200)×106Па – допустимі напруги згинання.
Межове радіальне зміщення з'єднувальних муфтою валівдорівнює DS=0,1…0,15 мм.
Радіальна сила Fк, викликана цим зміщенням, дорівнює
Fк=сD×DS,,,,
де сD — радіальнажорсткість муфти Н/мм, якавизначається за табл. 4.9 залежно від діаметра валаd.
Таблиця 4.9d, мм 16 20 25 30 40
сD, Н/мм 1550 2160 2940 3920 5400
4.7 Вибір ущільнень валів
Дляущільнення валів редукторів застосовують ущільнення, які за принципом діїподіляються на контактні (манжетні ), лабіринтні, щілинні, відцентрові, торцевіі комбіновані. Манжетні ущільнення поділяються на два типи [3] табл. 9.16,с.209 чи [2] табл. 24.29, с.402. Перший типзастосовують при швидкості ковзання u £ 20 м/с, другий тип (з пильником) – при u £ 15 м/с. Поверхню валапід манжетне ущільнення необхідно гартувати дотвердості HRC40,мати шорсткість Rа£ 0,32 мкм, допуск вала під ущільнення h11. Лабіринтні ущільнення (осьові і радіальні) застосовують при будь-якихшвидкостях, як і щілинні.
Розміриканавок і зазори лабіринтних і щілинних ущільнень подані в [3] табл.9.17, с.210, а їх конструкції – в [3]рис. 9.44-9.46, с.210. Для нереверсивнихзубчатих передач застосовують ущільненнявала манжетою згвинтовими канавками на поверхні валаглибиною 0,02 мм[2] рис. 11.30, с.161.
Уданому курсовому проекті в обов'язковому порядку одне ізущільнень вала виконується торцевим [2] рис. 11.19,с.157 і рис.11.33, с.163. Ущільнення цього типу застосовують для валів холодильних чи газових компресорів. Воно вміщує нерухоме підпружинене кільце ізсталі марок 40Х, ШХ15, загартованої до високої твердості, яке оснащене додатковим статичним ущільненням –гумовим кільцем круглого перетину. Цекільце своїмвиступом притискається пружиною з тиском (0,5…1,5)×104 Па до другого кільця із антифрикційного матеріалу марок АМС-1, АГ-1500-СО5, 2П-1000-Ф, якепритискається до внутрішнього кільця підшипника і крутиться разом з ним. Поверхнікілець, що труться, повинні мати відхилення від площинності не більше 0,9 мкм,а шорсткість Ra£ 0,16 мкм. Рідке масло, щозмащує підшипник, попадає на поверхнютертя кілець, на якій швидкість ковзання u £15 м/с.
4.8 Компонування приводу
Після наведених вище розрахунків виконується компоновка редуктора (складальне креслення) на міліметровій бумазі чи ватмані форматуА1, яка дозволяє оцінитиправильність вибору прийнятого початкового масштабу креслення і розміщення на ньому проекцій редуктора. Виконання компонування можнарозбити на два етапи.
Перший– для наближеного визначення положення зубчатихколіс, шківа клинопасової передачі і півмуфти щодо опор для подальшоговизначення опорних реакцій і вибору підшипників. Циліндричні редуктори, як правило, виконуються з розніманням корпуса заосями валів, які розміщені в одній площині. Тоді кожний із валів з опорами івсіма сидячими на ньому деталями можна зібрати незалежно від інших валів і потімустановити в корпус.
Основною проекцією на компоновці є розріз за осями валів при знятій кришці редуктора, яка виконана тонкими лініями,бажано в масштабі 1:1. Підшипники редуктора, як правило, змащують пластичним змащувальним матеріалом. Щоб він не потрапляв усередину корпуса редуктораі не вимивався рідким маслом, яке змащує зубчаті пари,перед підшипниками з боку внутрішньої стінкикорпуса редуктора установлюються мазеутримувальні кільця, тому торцева поверхня підшипників розміщена від внутрішньої стінки корпуса редуктора на відстані 8…12мм. Габарити підшипників(середньої серії)вибирають по діаметрувала в місці посадки підшипників відповідно до [2] табл. 24.10-24.18,с.380-389, а також [4, 5]. Колеса ішестерні на першому етапі, а також підшипники,шків і півмуфтуможно зобразити спрощеноу вигляді прямокутників.
На другому етапі конструктивно оформляються зубчаті колеса, вали, корпус, подшипникові вузли,шків, півмуфти(в складі) і берутьсявідстані між серединами передач і підшипників дляуточненого розрахунку валів і перевірочного розрахунку підшипників, вибору ущільнень валів редуктора і розрахунку кількостізмащувального масла. Можна на розрізі підшипника викреслювати одну половину, а для другої тільки нанести їїгабарити. Підбираютьсякришки підшипниківз прокладками дляущільнення і гвинтами, фіксуються на валу внутрішні кільця підшипників (відповідно досхеми їх розміщення на валу), промальовуються ущільненнявалів. Довжини кінців вхідного і вихідного валів редуктора визначаютьсяосьовими розмірами маточини шківа і півмуфти. Бажано виконати і компоновкуредуктора з двигуном на загальній рамі (встановлювальне креслення) після чистовоговиконання складального креслення редуктора, щоб оцінити домірністьїх розміщення на рамі, а також розміщення проекцій установки редуктора на встановлювальномукресленні. Габаритні і приєднувальні розміри асинхронного електродвигуна берутьна основі знайдених значень його потужності, частоти обертів вала і типорозміруза [3] табл. П.2, с.391, чи [2,4, 5].
4.9Уточнювальний розрахунок валів
Уточнювальнийрозрахунок валів редуктора виконується після завершення компановки редуктора,коли визначена їх конструкція (діаметри і довжини участків вала, відстані між серединамиопор, коліс, шківа і півмуфти). За величинами тангенціальної, радиальної та осьовоїсил, знайдених із розрахунку кожної зубчатої пари, радіальної сили Fв від пасовоїпередачі, і радіальної сили Fк,, яка зумовлена зміщенням вихідного вала редуктораі вала компресора, знаходяться реакції опор Rх і Rу в горизонтальній ZОХ і вертикальній ZОУ площинахвала та будуються епюри згинальних і скручувальних моментів, і визначаютьсявеличини еквівалентних напруг у небезпечних перетинах. Уточнювальний розрахуноквала заключаєтся у визначенні коефіцієнтів запасу міцності S в небезпечних перетинах і перевірці умовдотримання міцності S ³ [S], де [S] =2,5 – допустиме значення коефіцієнта запасуміцності.
Припускається, що нормальні згинальні напруги змінюються за симетричним циклом, а дотичні від скручування – за пульсуючому.Для заданого матеріалу зубчатого колеса і його термообробки за [3] табл.3.3, с.34-35 знаходять середнє значення напруги sв залежно від діаметра його заготовки. Коефіцієнт запасу міцності в небезпечномуперетині вала дорівнює
/>.
Коефіцієнт запасу міцності занормальною напругою дорівнює

/>.
Межавитривалості згинання для симетричного циклу дорівнює: s-1=0,43sв – для вуглецевихконструкційних сталей; s-1=0,35sв+(70…120)×106 Па –для легованих сталей. Ефективний коефіцієнт концентрації нормальних напруг Кs визначається за[3] табл. 8.2-8.7, с.163-166. Масштабний фактор для нормальних напруг es знаходиться за [3] табл. 8.8, с.166. Коефіцієнт, який враховує вплив шорсткості поверхні, b=0,97…0,9 при Ra=0,32…2,5 мкм. Амплітудациклу нормальних напругsu дорівнюєнайбільшій напрузі згину в небезпечному перетині вала.Середня напруга циклу нормальних напруг дорівнює />. При Fa=0 і sm=0.Для вуглеводних сталей береться коефіцієнт ys=0,2, для легованих сталей ys=0,25…0,3.
Коефіцієнт запасу міцності за дотичнимнапругами дорівнює
/>.
Межавитривалості конструкційних сталей при симетричному циклі скручування дорівнює t-1=0,58s-1. Інші значеня у формулі St маютьтакий самий зміст, що у формулі для Ss, тільки відносяться до напруг скручення.Значення et наведені в [3] табл. 8.8, с. 166, значення Кt — [3] табл. 8.2-8.8,с. 163-166. Для конструкційних сталей беретьсяyt=0,1. Напруги tu і tm дорівнюють tu = tm= 2,5 />, деТ і d – скручувальний момент і діаметрвала в перетині, яке розглядається. Якщо унебезпечному перетині є декілька концентраторів напруг (галтель, виточка, шпоночна канавка, шліци, напресована деталь, наскрізний радіальний отвір),то враховується тільки один ‑ з більшим відношенням />. Для ступінчастих валів редуктора розміри скосів, фасок, радіусів галтелей беруть за [3]рис. 8.4-8.5, с. 167-168.
4.10Перевірний розрахунок підшипників
Длявиконання перевірного розрахунку підшипників для кожної із опор визначаєтьсяосьова реакція Ра= Fa і сумарна радіальна реакція />. Підбір радіальних підшипників (шариковихчи з циліндричними роликами), відстань між якими і посадковий діаметр внутрішньогокільця d відоміпісля виконання компонування редуктора, ведеться у такому порядку:
- визначаються еквівалентні навантаження підшипників;
- задавшись довговічністю Lhнайбільш навантаженого підшипника, обчислюють його динамічнувантажопідйомність С, яка необхідна;
- за діаметром посадкового місця на валу підбирається номерпідшипника, починаючи з легких серій, іперевіряється виконання умови С£ [С], де [С] – динамічнавантажопідйомність із [3] табл. П3-П5, с. 392-398 чи із [2] табл. 24.10-24.18, с. 380-389, або із [4, 5]. Якщо умова не виконується, для того самогодіаметра d береться підшипник середньої чи важкої серії, чи дворядний або іншого типу.
Підбір радіально-упорнихшарикових і конічних роликових підшипників, для вала яких відомі точки прикладання радіальнихреакцій (розміра, який залежить від е), ведеться в такому порядку:
- обчислюються еквівалентні навантаження підшипників (коефіцієнти Х і У залежать від величини е, яка визначається типорозміром підшипника);
–       за [3] табл. П6-П7, с. 399-404 чи [2] табл.24.15-24.18, с. 385-389, чи із [4, 5] визначаєтьсядинамічна вантажопідйомність підшипника;
–       за еквівалентним навантаженням і динамічноювантажопідйомністю знаходиться теоретична довговічність підшипника,яка повинна бути не менше тієї, яка вимагається, в протилежному разі беруться підшипникиінших серій і типів.
Коли частота обертів кільця більше 1 об/хв, підшипники підбирають за динамічною вантажопідйомністю.
Номінальна довговічність (ресурс) підшипника в міліонах обертів дорівнює
/>
де С – динамічна вантажопідйомність за каталогом, Н;
Р – еквівалентне навантаження, Н;
р = 3 — дляшарикопідшипників;
р = 3,33 – дляроликопідшипників.
Номінальна довговічність в годинах дорівнює
/>
деn – частота обертів кільця підшипника,об/с. Еквівалентне навантаження для радіальних сферичних шарикопідшипників, атакож однорядних радіально-упорних шарико- і роликопідшипників визначається заформулою
при />,
при />,

де коефіцієнт V=1 при обертанні внутрішньогокільця підшипника;
коефіцієнтиХ і Y вибираються за [3]табл. 9.18, с. 212-213 і табл. П4, с. 395-396, чи за [2] табл. 7.1, с. 81, табл. 24.11, с.381;
коефіцієнт Кб=1,5…1,7 [2] табл. 7.3, с. 84;
коефіцієнт КТбереться за [3]табл. 9.20, с. 214 залежно від робочої температури підшипникаt (для звичайних редукторів t £100оС).
Таблиця 4.11
t, оС £100 125 150 175 200 225 250 350
КТ 1 1,05 1,1 1,15 1,25 1,35 1,4 1,45
Еквівалентне навантаження дляпідшипників з короткими циліндричними роликами (без бортівна кільцях) дорівнює
/>.
Еквівалентне навантаження дляупорних шарико- і роликопідшипників дорівнює />.
Осьове навантаження не впливає на величину еквівалентного, якщо /> тобто у формулі для Р береться Y=0. Якщо для дворядних підшипників /> то динамічну вантажопідйомність С необхіднобрати такою, як для однорядногопідшипника. Для радіально-упорних підшипників з номінальним кутом контакту a=15о і конічних роликопідшипників коефіцієнти Х і Y вибираються залежно від коефіцієнта е, кута a і відношення />. Для радіальних і радіально-упорних шарикопідшипників з кутомa , де Со– статична вантажопідйомність. Для дворядних радіально-упорних шарикових чи конічних роликових підшипників навіть невеликі осьові зусилля впливають на величину еквівалентного навантаження.
Урадіально-упорних підшипникахпри дії на них радіальнихнавантажень виникають осьові складові, які визначаються заформулами:
— для конічних роликопідшипників S = 0,83eFr, H;
— для шарикових радіально-упорних підшипників S=eFr, Н.
Якщорадіально-упорні підшипники I і II установлені на кінцяхвала врозпір чи врозтяж, то результуючи осьові навантаження кожного підшипника визначаютьсяз урахуванням дії зовнішнього осьового навантаження Fа і осьових складових від радіальних навантажень,які діють на кожний підшипник за табл. 4.12 для різних випадків навантаження силамиSI і SII.
Таблиця 4.12Номер по порядку Умови навантаження
Осьові
навантаження 1
SI> SII; Fa³0
FaI= SI
FaII= SI+ Fa 2
SI 3
SI£ SII; Fa£ SII — SI
FaI= SII – Fa
FaII= SII
При визначенні осьових навантажень дворядних радіально-упорних підшипників осьові складові S не враховуються.
Рекомендації за вибором радіально-упорнихшарикопідшипників залежновід /> і кута контактанаведені в [3] табл. 9.22, с. 217.
Відстаньа для однорядних радіально-упорних шарикопідшипників дорівнює
/>м.

Для однорядних роликових конічних підшипників вона дорівнює
/>м.
Величини B, d, T, a ,e вибираються за [3] табл.П6-П7, с. 399-404. Посадку підшипниківвибирають так, щоб кільце, яке спрягається з деталлю (валом), що обертається, мало натяг, а інше кільце, яке спрягається з нерухомою деталлю (корпусом чистаканом), мало невеликий зазор. Посадкикілець підшипників наведені в [3], табл. 9.10-9.11, с. 202. Характер навантаження кілець підшипників редуктора береться циркуляційним. Осьове фіксування внутрішніх кілець підшипника навалу здійснюється круглими шліцевими гайками зістопорними багатолапчатими шайбами [3], табл. 9.1 — 9.2, с. 188-190 чи стопорними упорнимипружинними кільцями[3], табл. 9.5, с. 194 і табл. 9.6, с. 195-196. Осьове фіксування зовнішніх кілець підшипника здійснюється стопорними упорнимипружинними кільцями[3], табл. 9.3, с. 191-192 і табл.9.4, с. 192-193, а також притискними кришками (глухими, наскрізнимичи врізними) [3] рис. 9.31-9.33, с. 198.
4.11 Змащення елементів редуктора
Длязмащення підшипників кочення використовують пластичні і рідкі нафтовізмащувальні масла [3] табл. 9.14-9.15, с. 203-205. В'язкість рідкого масла можна визначити за номограмою [3]рис. 9.35, с. 206 залежно від діаметра внутрішнього кільця d, частоти обертання вала n і робочої температуриt. Рідкою змазкою підшипникові вузлизмащують такими способами: зануренням в масляну ванну, фітилем, розбризкуванням,під тиском, масляним туманом. Для заданих схем редукторів найбільш раціональнимє змащення розбризкуванням із захистом підшипників від потоків масла масловідбивнимишайбами, чи пластичними змазувальними матеріалами при d× n
Узаданих схемах редукторів застосовують картерне змащення зубчатих зачеплень шляхом зануреннязубчатих коліс умасло, яке заливається усередину корпуса,при колових швидкостях в зачепленні u £12 м/с. Зубчаті колесазанурені в масло на висоту зубця. Об'єм масляноїванни редуктора береться із розрахунку 0,5…0,8 л масла на 1 кВт потужності, якапередається.
Укосозубих передачах попадання масла, яке витискується зубцями, на підшипник попереджується маслозахисним кільцем. Вибір марки масла і його в'язкості здійснюється за [3]табл. 10.8 і 10.10, с. 253 залежно від контактної напруги sн і колової швидкості взубчатому зачепленні.Рівень масла в корпусі редуктораконтролюється масловказівниками: жезловим закритим,установленим в нижній частині корпуса чи кришці редуктора, чи фонарним, який застосовується в холодильних компресорах.
Тепловий розрахунок зубчатихредукторів для наведенихв завданні схем не виконується,оскільки їх ККД високий і тепловиділення, які призводять донагрівання масла в корпусі, невеликіпри достатньому об'ємімасляної ванни.
4.12 Додаткові пояснення
Посадки основних деталей редуктора і передач на його вхідному і вихідному валах наведені в [3] табл. 10.13, с. 263. Допускиформи, розміщення і шорсткістьповерхней деталей редуктора наведені в [3] табл. 10.14 – 10.17 с. 265-267. Прикладивиконання редукторів, їх основних вузлів і деталей наведені в [2,3, 4]. Плита, на якій монтується редуктор,виконується литої чи зварної конструкції. При проектуванні необхідно прямувати дозниження металомісткості, габаритів редуктораі установки, передбачитизаходи щодо його безпечної експлуатації.
5 ЗАХИСТ КУРСОВОГО ПРОЕКТУ
Дозахисту допускаються студенти,які виконали в повному обсязі розрахункову і графічну частини курсового проектуі пройшли нормоконтроль у керівника курсового проекту з відповідними підписами в штампахконструкторської документації. Захист приймає комісія із двох призначених кафедрою викладачів.
Напочатку захисту студент повинент коротко охарактеризувати розроблену конструкцію редуктора і установки, а також основних розроблених в проектідеталей, потім він повинен відповісти на питання комісії. На оцінкупід час захисту проекту впливає якість виконання графічної частини, правильністьнаведених в пояснювальній записці розрахунків, використання ЕОМ при виконанні проекту,правильність відповідей на питання комісії, які вміщують конструкторський, технологічнийі експлуатаційні аспекти. Післязахисту матеріаликурсового проекту необхідноздати в архів кафедри.

СПИСОК ЛІТЕРАТУРИ
1.  ХмельницкийЮ.В. Методические указания по оформлению текстовых документов курсовых идипломных проектов для студентов всех форм обучения. –Сумы: Изд-во СумГУ, 1997.- 42с.
2.  ДунаевП.Ф., Леликов А.П. Конструирование узлов и деталей машин – М.: Высшая школа,1985.-416 с.
3. Чернавский С.А., Боков К.Н. и др. Курсовое проектирование деталей машин– М.: Машиностроение, 1988.-416 с.
4.  Деталимашин. Атлас конструкций/ Под ред. Д.Н. Решетова. – М.: Машиностроение, 1970. –360 с.
5.  АнурьевВ.И. Справочник конструктора-машиностроителя: В 3- томах.- М.: Машиностроение,1980.